12級機床主軸箱設(shè)計解讀

1、331 .機床主要技術(shù)參數(shù)：(1) 尺寸參數(shù)：床身上最大回轉(zhuǎn)直徑：400mm刀架上的最大回轉(zhuǎn)直徑：200mm主軸通孔直徑：40mm主軸前錐孔：莫式6號最大加工工件長度：1000mm(2) 運動參數(shù)：根據(jù)工況，確定主軸最高轉(zhuǎn)速有采用YT15硬質(zhì)合金刀車削碳鋼工件獲得，主軸最低轉(zhuǎn)速有采用 W16Cr4V高速鋼刀車削鑄鐵件獲得。1000Vmax nmax=二d min=23.8r/minnmin=1000v min=1214r/min二d max1180r/min ,最低轉(zhuǎn)速為 26.5/min根據(jù)標準數(shù)列數(shù)值表，選擇機床的最高轉(zhuǎn)速為公比中取1.41,轉(zhuǎn)速級數(shù)Z=12。(3) 動力參數(shù)：電動機功率4

2、KW 選用Y112M-4型電動機2 .確定結(jié)構(gòu)方案：(1) 主軸傳動系統(tǒng)采用 V帶、齒輪傳動；(2) 傳動形式采用集中式傳動；(3) 主軸換向制動采用雙向片式摩擦離合器和帶式制動器;(4) 變速系統(tǒng)采用多聯(lián)滑移齒輪變速。3 .主傳動系統(tǒng)運動設(shè)計： 1) 擬訂結(jié)構(gòu)式:1)確定變速組傳動副數(shù)目：實現(xiàn)12級主軸轉(zhuǎn)速變化的傳動系統(tǒng)可以寫成多種傳動副組合:A . 12=3*4 B. 12=4*3 C。12=3*2*2D 12=2*3*2 E。12=2*2*3方案A、B可節(jié)省一根傳動軸。但是，其中一個傳動組內(nèi)有四個變速傳動副，增大了該軸的軸向尺寸。這種方案不宜采用。根據(jù)傳動副數(shù)目分配應(yīng)“前多后少”的原則，

3、方案C是可取的。但是，由于主軸換向采用雙向離合器結(jié)構(gòu)，致使I軸尺寸加大，此方案也不宜采用，而應(yīng)選用方案D2）確定變速組擴大順序:12=2*3*2的傳動副組合，其傳動組的擴大順序又可以有以下6種形式:A. 12=21*32*26B。12=21*34*22C. 12 =23*31*26Do 12=2 6*31 *2 3E. 22*3 4*2 1F。12=26*32*21根據(jù)級比指數(shù)非陪要“前疏后密”的原則，應(yīng)選用第一種方案。然而，對于所設(shè)計的機構(gòu)，將會出現(xiàn)兩個問題：圖1方案比較 第一變速組采用降速傳動 （圖1a）時，由于摩擦離合器徑向結(jié)構(gòu)尺寸限制， 使得I軸上的齒輪直徑不能太小，n軸上的齒輪則會成

4、倍增大。這樣，不僅使I -n軸間中心距加大，而且n -m軸間的中心距也會加大，從而使整個傳動系 統(tǒng)結(jié)構(gòu)尺寸增大。這種傳動不宜采用。 如果第一變速組采用升速傳動（圖1b）,則1軸至主軸間的降速傳動只能由后兩個變速組承擔(dān)。為了避免出現(xiàn)降速比小于允許的極限值，常常需要增加一 個定比降速傳動組，使系統(tǒng)結(jié)構(gòu)復(fù)雜。這種傳動也不是理想的。如果采用方案 C,即12 =23*31*2 6,則可解決上述存在的問題（見圖1c）。其結(jié) 構(gòu)網(wǎng)如圖2所示。3i2.M2 結(jié)構(gòu)網(wǎng)（2） 繪制轉(zhuǎn)速圖：1）驗算傳動組變速范圍：第二擴大組的變速范圍是 R2 = .: 6=8,符合設(shè)計原則要求。2）分配降速比：該車床主軸傳動系統(tǒng)共設(shè)

5、有四個傳動組，其中有一個是帶傳動。根據(jù)降速比分 配應(yīng)“前慢后快”的原則及摩擦離合器的工作速度要求，確定各傳動組最小傳 動比。nmin = 26.5 = ±nE 118044.51 =1111:11 =：2.05；2;；3：43）繪制轉(zhuǎn)速圖：（見附圖1）（3） 確定齒輪齒數(shù)：利用查表法求出各傳動組齒輪齒數(shù)如下表:變速組A變速組第二變速組第三變速組齒數(shù)和7272106齒輪Z1Z2Z3Z4Z5Z6Z7Z8Z9Z10Z11Z12Z13Z14齒數(shù)2448423019532448304218726030傳動過程中，會采用三聯(lián)滑移齒輪，為避免齒輪滑移中的干涉，三聯(lián)滑移齒輪中最大和次大齒輪之間的齒數(shù)

6、差應(yīng)大于4。所選齒輪的齒數(shù)符合設(shè)計要求。（4） 驗算主軸轉(zhuǎn)速誤差：主軸各級實際轉(zhuǎn)速值用下式計算：£ )u 1 u 2 u 3d1n= nE*(1-d2式中U 1 U2 U3分別為第一、第二、第三變速組齒輪傳動比。£ 取 0.05轉(zhuǎn)速誤差用主軸實際轉(zhuǎn)速與標準轉(zhuǎn)速相對誤差的絕對值表示：n - n n = |'| W10 (-1) %n其中n主軸標準轉(zhuǎn)速轉(zhuǎn)速誤差表主軸轉(zhuǎn)速n1n2n3n4n5n6標準轉(zhuǎn)速26.537.55375106150實際轉(zhuǎn)速27.337.7553.9375.78105.7151轉(zhuǎn)速誤差%3.00.71.81.00.30.67主軸轉(zhuǎn)速n7n8n9n10

7、nnn12標準轉(zhuǎn)速2123004256008501180實際轉(zhuǎn)速216.53302431.43606.3845.61208轉(zhuǎn)速誤差%2.10.671.51.10.52.3轉(zhuǎn)速誤差滿足要求。（5） 繪制傳動系統(tǒng)圖：(見附圖2)4.估算傳動件參數(shù)，確定其結(jié)構(gòu)尺寸：(1) 確定傳動件計算轉(zhuǎn)速：1)主軸：主軸計算轉(zhuǎn)速是第一個三分之一轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)的最高一級轉(zhuǎn)速，即-4nj = nmin * 3 =74.3r/min 即 n4=75r/min;2)各傳動軸：軸出可從主軸為 75r/min按72/18的傳動副找上去，似應(yīng)為 300r/min。但是由于軸出上的最低轉(zhuǎn)速 106r/min經(jīng)傳動組 C可使主軸得到2

8、6.5r/min和 212r/min兩種轉(zhuǎn)速。212r/min要傳遞全部功率，所以軸出的計算轉(zhuǎn)速應(yīng)為106r/min。軸n的計算轉(zhuǎn)速可按傳動副B推上去，得300r/min。3)各齒輪:傳動組C中，18/72只需計算z =18的齒輪，計算轉(zhuǎn)速為 300r/min ; 60/30 的只需計算z = 30的齒輪，計算轉(zhuǎn)速為212r/min。這兩個齒輪哪個的應(yīng)力更大 一些，較難判斷。同時計算，選擇模數(shù)較大的作為傳動組C齒輪的模數(shù)。傳動組B中應(yīng)計算z =19的齒輪，計算轉(zhuǎn)速為300r/min。傳動組A中，應(yīng)計算z = 24 的齒輪，計算轉(zhuǎn)速為 600r/min。(2) 確定主軸支承軸頸直徑：參考金屬切削

9、機床課程設(shè)計指導(dǎo)書表2,取通用機床鋼質(zhì)主軸前軸頸直徑Di = 80mm,后軸頸直徑 D2 = (0.70.85) Di,取D2 = 65 mm,主軸內(nèi) 孔直徑d = 0.1 D max ±10 mm ,其中Dmax為最大加工直徑。取 d = 40mm。(3) 估算傳動軸直徑：(忽略各傳動功率損失)按扭轉(zhuǎn)剛度初步計算傳動軸直徑:d = 91 4nj 式中d傳動軸直徑;N 該軸傳遞功率(KVV;nj該軸計算轉(zhuǎn)速(r/min)；中該軸每米長度允許扭轉(zhuǎn)角這些軸都是一般傳動軸，取 5=10/m。代入以上計算轉(zhuǎn)速的值，計算各傳動軸的直徑：I 軸：d1 = 26mm;n軸:d2 = 31mm;ID

10、 軸：d3 = 40mm；(4) 估算傳動齒模數(shù)：(忽略各傳動功率損失)參考金屬切削機床課程設(shè)計指導(dǎo)書中齒輪模數(shù)的初步計算公式初定齒輪的模數(shù):Nm = 32 3 ；. nj Z式中N 該齒輪傳遞的功率（KW;Z所算齒輪的齒數(shù)；n-j該齒輪的計算轉(zhuǎn)速（r/min）。同一變速組中的齒輪取同一模數(shù)，故?。?nj Z ）最小的齒輪進行計算，然后取標準模數(shù)值作為該變速組齒輪的模數(shù)。傳動組 C中：m = 2.9 mm ,取標準模數(shù) m=3 mm ;傳動組 B中：m = 2.8 mm ,取標準模數(shù) m=3 mm ;傳動組 A中：m = 2.1mm ,取標準模數(shù) m=2.5 mm。(5) 離合器的選擇與計算：

11、1）確定摩擦片的徑向尺寸：摩擦片的外徑尺寸受到外形輪廓的限制，內(nèi)徑又由安裝它的軸徑d來決定，而內(nèi)外徑的尺寸決定著內(nèi)外摩擦片的環(huán)形接觸面積的大小，直接影響離合器的結(jié)構(gòu)與性能。表示這一特性系數(shù) 邛是外片內(nèi)徑Di與內(nèi)片外徑D2之比，即邛=DD2一般外摩擦片的內(nèi)徑可?。篋i=d+（26）=26+6=32mm;機床上采用的摩擦片 中值可在0.570.77范圍內(nèi)，此處取 中=0.6,則內(nèi)摩擦D132片外徑 D2 = =53.3mmt0.6按扭矩確定摩擦離合面的數(shù)目Z :TKZ> Pf SKvKmKZ4 R44-一4其中 T 為離合器的扭矩T=955*10 4 n =955*104* * 0,8 =5

12、.1* 104N mmnj600K 安全系數(shù)，此處取為1.3;P摩擦片許用比壓，取為 1.2MPa；f摩擦系數(shù),查得 f=0.08 ;S 內(nèi)外片環(huán)行接觸面積，S=n （D22 D12） =1426.98mm2；4，rf誘導(dǎo)摩擦半徑，假設(shè)摩擦表面壓力均勻分布，則=21.77mm；(D23 - Di3)T _ZT_2_ 23(d2 - Di2)K/速度修正系數(shù)，根據(jù)平均圓周速度查表取為1.3;Km 結(jié)合次數(shù)修正系數(shù)，查表為1.35;Kz摩擦結(jié)合面數(shù)修正系數(shù)，查表取為1;將以上數(shù)據(jù)代入公式計算得Z> 12.67圓整為整偶數(shù)14,離合器內(nèi)外摩擦片總數(shù)i=Z+1=15。3）計算摩擦離合器的軸向壓力

13、Q:Q=SPKv =1426.98*1.2*1.3 = 2226.1 （N）4）摩擦片厚度b = 1 , 1.5, 1.75, 2毫米，一般隨摩擦面中徑增大而加大。內(nèi)外片 分離時的最小間隙為（0.20.4） mm5）反轉(zhuǎn)時摩擦片數(shù)的確定：普通車床主軸反轉(zhuǎn)時一般不切削，故反向離合器所傳遞的扭矩可按空載功率損耗確定。普通車床主軸高速空轉(zhuǎn)功率R 一般為額定功率 Pd的2040%取Pk = 0.4Pd,計算反轉(zhuǎn)靜扭矩為 Pk = 1.6KW ,代入公式計算出 Z>5.1 ,圓整為整 偶數(shù)6,離合器內(nèi)外摩擦片總數(shù)為7。(6) 普通V帶的選擇與計算：1）確定計算功率Pc ,選擇膠帶型號：Pc = K

14、aP式中 P額定功率（KW）;Ka 工作情況系數(shù)，此處取為 1.2。帶入數(shù)據(jù)計算得 Pc = 4.8 （KW）,根據(jù)計算功率 Pc和小輪轉(zhuǎn)數(shù)1,即可從三角 膠帶選型圖上選擇膠帶的型號。此次設(shè)計選擇的為A型膠帶。2）選取帶輪節(jié)圓直徑、驗算帶速:為了使帶的彎曲應(yīng)力 b b1不致過大，應(yīng)使小輪直徑 d1>dmm, d1也不要過大，否則外輪廓尺寸太大。此次設(shè)計選擇di = 140mm大輪直徑d2由21dl計出算按帶輪直徑系列圓整為 315mm驗算帶速，一般應(yīng)使帶速 v在525m/s的范圍內(nèi)。v= n n1 d1=10.5m/s,符合設(shè)計要求。 60*10003)確定中心距a、帶長L、驗算包角3

15、:中心距過大回引起帶的顫動，過小則單位時間內(nèi)帶的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)過多，疲勞壽命降低；包角 ”減小，帶的傳動能力降低。一般按照下式初定中心距a。0.75(d1+d2)& a°w 2(d 1+d2),此次設(shè)計定為 450mm由幾何關(guān)系按下式初定帶長L0：0=2 a 0+0.5 n (d 1+d2)+2&川)24a0(mm)按相關(guān)資料選擇與 L0較接近的節(jié)線長度Lp按下式計算所需中心距,lp - L02考慮安裝、調(diào)整和補償初拉力的需要，中心距a的變動范圍為(a-0.015 LPa+0.03Lp)由以上計算得中心距 a = 434.14mm,帶長為1600mm驗算包角：«

16、; = 180 °- d2 -d1 *57.3 0 = 156.9 >120°,符合設(shè)計要求 a4)計算膠帶的彎曲次數(shù)u1000mvu=Ls -1 W40s-1式中：m 帶輪的個數(shù);代入相關(guān)的數(shù)據(jù)計算得：u = 13.125s -1 W40s -1符合設(shè)計要求。5)確定三角膠帶的根數(shù)Z:根據(jù)計算功率Pc和許用功率P0,可求得膠帶根數(shù) Z,樸七 K_% I%一=初兌元行三屋村v帶入各參數(shù)值計算，圓整結(jié)果為3,即需用3根膠帶。6)確定初拉力Fo和對軸的壓力Q：查機床課程設(shè)計指導(dǎo)書表15知，A型膠帶的初拉力 Fo的范圍為100150N，此處確定為120 N。作用在軸上的壓力

17、 Q = 2 Fo z sin =705.4N。25 .結(jié)構(gòu)設(shè)計：(1) 帶輪設(shè)計：根據(jù)V帶計算，選用3根A型V帶。由于I軸安裝摩擦離合器及傳動齒 輪，為了改善它們的工作條件，保證加工精度，采用卸荷式帶輪結(jié)構(gòu)。(2) 主軸換向與制動機構(gòu)設(shè)計：本機床是適用于機械加工車間和維修車間的普通車床。主軸換向比較頻繁， 才用雙向片式摩擦離合器。這種離合器由內(nèi)摩擦片、外摩擦片、止推片、壓塊和 空套齒輪組成。離合器左右兩部門結(jié)構(gòu)是相同的。左離合器傳動主軸正轉(zhuǎn)， 用于切削加工。需要傳遞的轉(zhuǎn)矩較大，片數(shù)較多。右離合器用來傳動主軸反轉(zhuǎn)，主要 用于退回，片數(shù)較少。這種離合器的工作原理是，內(nèi)摩擦片的花鍵孔裝在軸I的花鍵

18、上，隨軸旋轉(zhuǎn)。外摩擦片的孔為圓孔，直徑略大于花鍵外徑。外圓上有4個凸起，嵌在空套齒輪的缺口之中。 內(nèi)外摩擦片相間安裝。 用桿通過銷向左推動 壓塊時，將內(nèi)片與外片相互壓緊。 軸I的轉(zhuǎn)矩便通過摩擦片間的摩擦力矩傳遞給 齒輪，使主軸正傳。同理，當壓塊向右時，使主軸反轉(zhuǎn)。壓塊處于中間位置時， 左、右離合器都脫開，軸n以后的各軸停轉(zhuǎn)。制動器安裝在軸出， 在離合器脫開時制動主軸，以縮短輔助時間。 此次設(shè)計采用帶式制動器。該制動器制動盤是一個鋼制圓盤，與軸用花鍵聯(lián)接，周邊圍著制動帶。制動帶是一條剛帶， 內(nèi)側(cè)有一層酚醛石棉以增加摩擦。制動帶的一端與杠桿連接。另一端與箱體連接。為了操縱方便并保證離合器與制動器的

19、聯(lián)鎖運動， 采用一個操縱手柄控制。當離合器脫開時，齒條處于中間位置，將制動帶拉緊。 齒條軸凸起的左、右邊都是凹槽。左、右離合器中任一個結(jié)合時，杠桿都按順時 針方向擺動，使制動帶放松。(3) 齒輪塊設(shè)計：機床的變速系統(tǒng)采用了滑移齒輪變速機構(gòu)。根據(jù)各傳動軸的工作特點，基本組、第一擴大組以及第二擴大組的滑移齒輪均采用了整體式滑移齒輪。所有滑移齒輪與傳動軸間均采用花鍵聯(lián)接。從工藝角度考慮，其他固定齒輪(主軸上的齒輪除外)也采用花鍵聯(lián)接。由于主軸直徑較大，為了降低加工成本而采用了單鍵聯(lián)接。各軸采用的花鍵分別為：I軸：6X23X 26X6n 軸：6X26X 30X6出軸：8X36X40X7I出軸間傳動齒輪

20、精度為877 8b,出IV軸間齒輪精度為 766 7b。(4) 軸承的選擇：為了方便安裝，I軸上傳動件的外徑均小于箱體左側(cè)支承孔直徑，均采用深溝球軸承。為了便于裝配和軸承間隙調(diào)整，n、出軸均采用圓錐滾子軸承。滾動軸承均采用E級精度。(5) 主軸組件：本車床為普通精度級的輕型機床，為了簡化結(jié)構(gòu)、主軸采用了軸向后端定位的兩支承主軸組件。前支承采用雙列圓柱滾子軸承，后支承采用角接觸球軸承和單向推力球軸承。為了保證主軸的回轉(zhuǎn)精度，主軸前后軸承均采用壓塊式防松螺母調(diào)整軸承的間隙。主軸前端采用短圓錐定心結(jié)構(gòu)型式。前軸承為C級精度，后軸承為 D級精度(6) 潤滑系統(tǒng)設(shè)計：主軸箱內(nèi)采用飛濺式潤滑，油面高度為6

21、5mm左右，甩油環(huán)浸油深度為 10mm左右。潤滑油型號為：IIJ30。卸荷皮帶輪軸承采用脂潤滑方式。潤滑脂型號為：鈣質(zhì)潤滑脂。(7) 密封裝置設(shè)計：I軸軸頸較小，線速度較低，為了保證密封效果，采用皮碗式接觸密封。而主 軸直徑大、線速度較高，則采用了非接觸式密封。卸荷皮帶輪的潤滑采用毛氈式密封， 以防止外界雜物進入。6 .傳動件驗算：(1)軸的強度驗算由于機床主軸箱中各軸的應(yīng)力都比較小，驗算時，通常用復(fù)合應(yīng)力公式進行計算:Rb =Mg'® WMPaRb許用應(yīng)力，考慮應(yīng)力集中和載荷循環(huán)特性等因素。W 軸的危險斷面的抗彎斷面系數(shù)；4_ 2-二d4 zb(D -d)(d D)2花鍵軸

22、的抗彎斷面系數(shù) W = + (-32D32D其中d 花鍵軸內(nèi)徑;D花鍵軸外徑;b花鍵軸鍵寬;z花鍵軸的鍵數(shù)。T 在危險斷面上的最大扭矩T = 955*104史 nj該軸傳遞的最大功率;nj 該軸的計算轉(zhuǎn)速;M 該軸上的主動被動輪的圓周力、徑向力所引起的最大彎矩。齒輪的圓周力：Ft = 2T/D,D為齒輪節(jié)圓直徑。直齒圓柱齒輪的徑向力Pr = 0.5 Ft.求得齒輪的作用力，即可計算軸承處的支承反力，由此得到最大彎矩。對于軸 I、n,由表 29 得Rb = 70MPa;對于軸出,Rb = 65MPa由上述計算公式可計算出：軸 I , Rb=53.6MPa < Rb;軸 n , Rb=48.

23、3MPa < Rb;軸出，Rb=61.1MPa <Rbo故傳動軸的強度校驗符合設(shè)計要求(2)驗算花鍵鍵側(cè)壓應(yīng)力花鍵鍵側(cè)工作表面的擠壓應(yīng)力為:8Tmax(D2 d2)lz ：w 二 jy MPa式中：Tmax 花鍵傳遞的最大扭矩；D、d花鍵的外徑和內(nèi)徑；z花鍵的齒數(shù)； 載荷分布不均勻系數(shù)，通常取為0.75。使用上述公式對三傳動軸上的花鍵校核，結(jié)果符合設(shè)計要求。(3)滾動軸承驗算：機床的一般傳動軸用的滾動軸承，主要是由于疲勞破壞而失效，故應(yīng)對軸承進行疲勞壽命驗算。下面對按軸頸尺寸及工作狀況選定的滾動軸承型號進行壽命驗算：Lh=500(式中，Lh額定壽命；C滾動軸承尺寸表所示的額定動負荷

24、N;100fn 速度系數(shù)，fn= J； 3 njff 工作情況系數(shù)；由表 36可取為1.1;£ 壽命系數(shù)，對于球軸承： £ = 3 ；對于滾子軸承：£ =10/3 ；nj 軸承的計算轉(zhuǎn)速，為各軸的計算轉(zhuǎn)速；Ks 壽命系數(shù)，不考慮交變載荷對材料的強化影響時：Ks = KNKnKT；Kn 功率利用系數(shù)，查表為 0.58;Kn 轉(zhuǎn)速變化系數(shù)；查表 37得0.82;Kt 工作期限系數(shù)，按前面的工作期限系數(shù)計算；Kl 齒輪輪換工作系數(shù)，可由表 38查得；P 當量動載荷N ;使用上述公式對各軸承進行壽命校核，所選軸承均符合設(shè)計要求。(4)直齒圓柱齒輪的強度計算：在驗算主軸箱中

25、的齒輪強度時，選擇相同模數(shù)中承受載荷最大的、齒數(shù)最小的齒輪進行接觸和彎曲疲勞強度驗算。一般對高速傳動齒輪主要驗算接觸疲勞強度，對低速傳動齒輪主要驗算彎曲疲勞強度。根據(jù)以上分析，現(xiàn)在對I軸上齒數(shù)為24的齒輪驗算接觸疲勞強度，對IV軸上齒數(shù)為30的齒輪驗算彎曲疲勞強度。對于齒數(shù)為24的齒輪按接觸疲勞強度計算齒輪模數(shù)mj ：mj=16338* 3,'(i ±1)Kd Kc KbKs N-TT 22-平mZl o j njmm式中：N 傳遞的額定功率KW（此處忽略齒輪的傳遞效率）nj 計算轉(zhuǎn)速;mm 齒寬系數(shù)，此處值為6 ;z1 為齒輪齒數(shù)；i 大齒輪與小齒輪齒數(shù)之比，“ + ”用于

26、外嚙合，“一”用于內(nèi)嚙合，此處為外嚙合，故取“ +” ；Ks壽命系數(shù)：Ks = KtK nKNKqKt 工作期限系數(shù)：Kt = m 60n-T,CoT 齒輪在機床工作期限內(nèi)的總工作時間，同一變速組內(nèi)的齒輪總工作時間近似的為Ts / P,P 為該變速組的傳動副數(shù)；查機床課程設(shè)計指導(dǎo)書表17 得 Ts = 18000 ,故得 T = 9000h ;n1齒輪的最低轉(zhuǎn)速，此處為 600r/min ;co基準循環(huán)次數(shù)，由表 16得Co = 10 7；m 疲勞曲線指數(shù)，由表 16得m = 3;K n 轉(zhuǎn)速變化系數(shù)，由表 19得K n = 0.71；Kn 功率利用系數(shù)，由表 18得Kn = 0.58;Kq

27、材料強化系數(shù)，由表 20得Kq = 0.64;Kc 工作狀況系數(shù)，考慮載荷沖擊的影響，取 Kc = 1.2;Kd 動載荷系數(shù)，由表 23得=1.2;Kb 齒向載荷分布系數(shù)，由表 24得Kb = 1 ;設(shè)計二設(shè)計要求:主電動機的功率 4kw ,最高轉(zhuǎn)速1400r/min,最低轉(zhuǎn)速31.5r/min.本次設(shè)計主要參考(1)規(guī)格選用型號CA6140、規(guī)格 400X1000(2)用途CA6140型臥式車床萬能性大，適用于加工各種軸類、套筒類、輪盤類零件 上的回轉(zhuǎn)表面?？绍囅魍鈭A柱面、車削端面、切槽和切斷、鉆中心孔、鉆孔、鏈 孔、較孔、車削各種螺紋、車削內(nèi)外圓錐面、車削特型面、滾花和盤繞彈簧等。 加工范

28、圍廣、結(jié)構(gòu)復(fù)雜、自動化程度不高，所以一般用于單件、小批生產(chǎn)。二、設(shè)計目的通過機床主運動機械變速傳動系統(tǒng)得結(jié)構(gòu)設(shè)計，在擬定傳動和變速的結(jié)構(gòu)方 案過程中，得到設(shè)計構(gòu)思、方案分析、結(jié)構(gòu)工藝性、機械制圖、零件計算、編寫 技術(shù)文件和查閱技術(shù)資料等方面的綜合訓(xùn)練， 樹立正確的設(shè)計思想，掌握基本的 設(shè)計方法，并具有初步的結(jié)構(gòu)分析、結(jié)構(gòu)設(shè)計和計算能力。三、設(shè)計步驟1 .運動設(shè)計1.1 已知條件1確定轉(zhuǎn)速范圍：主軸最小轉(zhuǎn)速 nmin =31.5r/min2確定公比：平=1.413轉(zhuǎn)速級數(shù)：z=121.2 結(jié)構(gòu)分析式(1) 12=3x2x2 (2) 12 =2x2x3 312 = 2x3x2從電動機到主軸主要為降

29、速傳動，若使傳動副較多的傳動組放在較接近電動 機處可使小尺寸零件多些，大尺寸零件少些，節(jié)省材料，也就是滿足傳動副前多后少的原則，因此取12=3父2父2方案。在降速傳動中，防止齒輪直徑過大而使 徑向尺寸常限制最小傳動比imin至1 ;在升速時為防止產(chǎn)生過大的噪音和震動常4限制最大轉(zhuǎn)速比imaxW2。在主傳動鏈任一傳動組的最大變速范圍Rmax =(imax/Ln了810。在設(shè)計時必須保證中間傳動軸的變速范圍最小,根據(jù)中間傳動軸變速范圍小的原則選擇結(jié)構(gòu)網(wǎng)。從而確定結(jié)構(gòu)網(wǎng)如下:檢查傳動組的變速范圍時，只檢查最后一個擴大組:R 主 max - u主max/u ±min - 2/0.25 8R2

30、 =中 X2(P2 =1.416(3 =8 其中邛=1.41, X2=6, P2=2R2 =R±max®,符合要求，其他變速組的變速范圍肯定也符合要求1.3繪制轉(zhuǎn)速圖(1)選擇電動機類型根據(jù)已知工作條件和要求，選擇一般用途的 Y系列三相鼠籠式異步電動機, 臥式封閉結(jié)構(gòu)。(2)機械傳動效率=123 -N式中”132產(chǎn)3，/N分別為傳動裝置中每一 件傳動副(齒輪、渦輪、帶或者鏈傳動等)、 每對軸承和每個連軸器的效率。根據(jù)以上公式可得=12433123式中，尸2尸3分別為帶傳動、軸承、 齒輪的效率傳動副效率的概略值可按表2-3選取(參考機械設(shè)計基礎(chǔ)課程指導(dǎo)主編林遠艷、唐漢坤下面簡

31、稱文獻1)'=0.96, =0.99尸 3 =0.97（齒輪 8 級精度）于是 =0.96 0.994 0.973 =0.842(3)電動機所需的輸出功率為：Pwpd 二Pd -電動機工作功率，kW;Pw -工作機所需要輸入功率 ,kW ;州-電動機至工作機之間傳 動裝置的總效率。所以Pw =4 0.842 =3.68kW(4)確定電動機的型號根據(jù)已知條件選擇最低轉(zhuǎn)速 31.5r/min ,最高轉(zhuǎn)速1400r/min,功率4kW所以選擇Y112M-4的Y系列三相鼠籠式異步電動機電機型號額定功率/kW電機轉(zhuǎn)速/(r/min)同步轉(zhuǎn)速滿載轉(zhuǎn)速Y112M-4415001440（5）分配總降速

32、傳動比總降速傳動比 i = nmin /nd = 31.5/1440 = 0.02又電動機轉(zhuǎn)速nd =1440r/min不符合轉(zhuǎn)速數(shù)列標準，因而增加一定比傳動 副。<1>確定傳動軸軸數(shù)傳動軸軸數(shù)=變速組數(shù)+定比傳動副數(shù)+ 1 = 3 + 1 + 1 = 5。<2>確定各級轉(zhuǎn)速并繪制轉(zhuǎn)速圖由nmim =31.5r/min 中=1.41 z = 12確定各級轉(zhuǎn)速：1400、1000、710、500、355、250、180、125、90、63、45、31.5r/min 。在五根軸中，除去電動機軸，其余四軸按傳動順序依次設(shè)為I、 H、m、IV。 I與H、II與田、田與IV軸之間

33、的傳動組分別設(shè)為 a、b、c?，F(xiàn)由IV （主軸）開 始，確定I、H、田軸的轉(zhuǎn)速： 先來確定田軸的轉(zhuǎn)速傳動組c的變速范圍為中6 =1.416 = 8= Rmax w 8,10,結(jié)合結(jié)構(gòu)式，m軸的轉(zhuǎn)速只有一種可能：125、180、250、355、500、710r/min。確定軸II的轉(zhuǎn)速傳動組b的級比指數(shù)為3,希望中間軸轉(zhuǎn)速較小，因而為了避免升速，又不 致傳動比太小，可取bi1 =1/平3 =1/2.8, bi2 =1/1軸II的轉(zhuǎn)速確定為：355、500、710r/min。確定軸I的轉(zhuǎn)速對于軸I ,其級比指數(shù)為1,可取a =1/cp2=1/2, ai2 =1/中=1/1.41, ai3=1/1確

34、定軸I轉(zhuǎn)速為 710r/min 。由此也可確定加在電動機與主軸之間的定傳動比i =1440/710 = 144/71 。下面畫出轉(zhuǎn)速圖（電動機轉(zhuǎn)速與主軸最高轉(zhuǎn)速相近）傳動系統(tǒng)的轉(zhuǎn)速圖<3>確定各變速組傳動副齒數(shù)根據(jù)表2-8 （機械制造裝備設(shè)計主編關(guān)慧貞、馮辛安）查得傳動組a:an =1/52 =1/2, ai2 =1/5=1/1.41, ai3=1/1ai1 =1/中2 =1/2時：Sz =57、 60、63、66、 69、 72、 75、 78ai2 =1/中=1/1.41 時：Sz =58、60、63、65、67、68、70、72、73、77ai3=1/1 時：Sz =58、

35、60、 62、 64、 66、 68、 70、 72、 74、 76 z可取Sz =72,于是可得軸I齒輪齒數(shù)分別為：24、30、36。于是 ia1 =24/48, ia2 =30/42, ia3 =36/36可得軸H上的三聯(lián)齒輪齒數(shù)分別為：48、42、36。傳動組b:查表 8-1, bi1 =1/中3 =1/2.8, b2 =1/1bi1 =1/中3 =1/2.8 時：Sz =69、 72、73、 76、 77、 80、 81、 84、 87bi2 =1/1 時：Sz =70、72、74、76、78、80、82、84、86可取Sz =84,于是可得軸H上雙聯(lián)齒輪的齒數(shù)分別為：22、42。于是

36、 3=22/62, bi2 =42/42,得軸加上兩齒輪的齒數(shù)分別為：62、42傳動組c:查表 8-1, ci1 =1/4, ic2 =2Gi =1/4時：Sz =84、85、89、90、94、95ic2 =2 時： Sz =72、75、78、81、84、87、89、90可取Sz =90.G1 =1/4為降速傳動，取軸ID齒輪齒數(shù)為18;ic2 =2為升速傳動，取軸IV齒輪齒數(shù)為 30。于是得 Ci1 =18/72,阪=60/30得軸in兩聯(lián)動齒輪的齒數(shù)分別為 18, 60;得軸IV兩齒輪齒數(shù)分別為72, 30。1.4繪制傳動系統(tǒng)圖根據(jù)軸數(shù)，齒輪副，電動機等已知條件可有如下系統(tǒng)圖:HQ2 .動

37、力設(shè)計2.1 確定各軸轉(zhuǎn)速確定主軸計算轉(zhuǎn)速由轉(zhuǎn)速圖可知：主軸的計算轉(zhuǎn)速是低速第一個三分之一變速范圍的最高以轉(zhuǎn)速，即n= 90r/min各傳動軸的計算轉(zhuǎn)速：軸田可從主軸90r/min按72/18的傳動副找上去，軸田的計算轉(zhuǎn)速125r/min ；軸II的計算轉(zhuǎn)速為 355r/min ；軸I的計算轉(zhuǎn)速為 710r/min。3各齒輪的計算轉(zhuǎn)速傳動組c中，18/72只需計算z = 18的齒輪，計算轉(zhuǎn)速為355r/min ; 60/30 只需計算z = 30的齒輪，計算轉(zhuǎn)速為250r/min ;傳動組b計算z = 22的齒輪, 計算轉(zhuǎn)速為355r/min ；傳動組a應(yīng)計算z = 24的齒輪，計算轉(zhuǎn)速為71

38、0r/min。4核算主軸轉(zhuǎn)速誤差n實=1440 m牝 26/ 邛256M 36/36 父 42/42 父 60/30 = 1417.5r / minn 標=1400r / min(n實一n標)(1417 5 1400)黑100% = () 父100% = 1.25% <5%n標1400所以合適。5各軸的功率p = Pd 12= 3.80kWp =Pd 1 2 3 =3.65kWp - Pd 1 3 2 =3.51kWPv.= Pd 1 4 3 =3.37kW6計算各軸的輸入轉(zhuǎn)矩_Pd4Td =9550 =9550 = 26.53(N m)nm1440P.，-T - = 9550 d 1

39、2 nm= 95504 0.96 0.99710= 51.13(N m)P i i2T =9550d 1 2 3nm-955024 0.96 0.99 0.97355= 98.21(N m)T =9550口產(chǎn)3"2c c 4x0.96x0.993x0.972二 9550 125= 267.84(N m)Tv - = 9550Pd，"4"3 c c 4M 0.96父 0.994 M 0.973 =9550 90= 357.23(N m)3 .帶傳動設(shè)計電動機轉(zhuǎn)速n=1440r/min,傳遞功率P=3.68kW傳動比i=2.03 ,兩班制, 大運轉(zhuǎn)16.1小時，工作年

40、數(shù)10年。確定計算功率 取3=1.1,則PCa =KaP=1.1m3.68 = 4.048KW選取V帶型根據(jù)小帶輪的轉(zhuǎn)速和計算功率，選 A型帶。確定帶輪直徑和驗算帶速查表小帶輪基準直徑 d1 =125mm, d2 =125 i =125 2.03-256mm驗算帶速成V=6000其中n1-小帶輪轉(zhuǎn)速，r/min ；d1-小帶輪直徑，mm3.14 125 1440v= 9.42m/s= 5,25,合適。60 10004確定帶傳動的中心距和帶的基準長度設(shè)中心距為a°,則0. 55 ( d1 +d2) EaE2 ( d1 +d2)于是 208.45EaE758,初取中心距為a0 =400m

41、m2帶長 Lo = 2a0 (d1 d2) (1)24ao2=2 400 - (125 254) =1405mm24 400查表取相近的基準長度Ld , Ld = 1400mm帶傳動實際中心距 a =a0 Ld L0 = 397.5mm25驗算小帶輪的包角一般小帶輪的包角不應(yīng)小于120 %必王 180 ：-d2 -d1 m 57.3' = 161.4 ,120 1 合適。a6確定帶的根數(shù)ppcaZ 二(PoP0)k：kL其中：Ap。- i /1時傳遞功率的增量；ku-按小輪包角a ,查得的包角系數(shù);k長度系數(shù)；為避免V型帶工作時各根帶受力嚴重不均勻，限制根數(shù)不大于10。由文獻1查表10

42、-7取P =1.95kW*P =0.17kW；從文獻1中表10-5查取Ka =0.84, 表 10-2 查取 KL =0.96;則4.048(1.92 0.17) 0.84 0.967計算帶的張緊力F0Pca /2.5 - k2F0 =500 (-)qvvZ k、£其中：Pca-帶的傳動功率，KW?v-帶速,m/s；q-每米帶的質(zhì)量，kg/m；取q=0.17kg/m。v = 1440r/min = 9.42m/s。8.252.5 -0.92F0 =500 () 0.17 9.42 =193.7N9.42 40.958計算作用在軸上的壓軸力161 4.FQ ： 2ZF0sin1 ： 2

43、 4 193.7 sin 一 = 1530N229V 帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計d1 =(1.82)d =2 22 -44mmB =(Z-1)e 2f =(3 -1) 15 2 10 -50mm-111C' =()B 50 = 107 45L = (1.5 2)d,由于 B < 1.5d,所以 L = B = 454.齒輪傳動設(shè)計<1>第一變速組齒輪的結(jié)構(gòu)尺寸已知：V帶效率為 = 0.96,軸承(對)效率為L= 0.97，傳遞功率P=Pd"1"2 =3.80kW ,主動輪轉(zhuǎn)速V =710,最大傳動比i=U=2,載荷 平穩(wěn)，單向回轉(zhuǎn)，單班制工作，工作期限10年，

44、每年按300天計，原動機 為電動機。解：材料、熱處理方法?？蛇x一般齒輪材料如下：小齒輪選用45號鋼，調(diào)制處理，HB=450HBS；大齒輪選用 45號鋼，正火處理，HB2=410HBS,硬質(zhì)差40HBS,在規(guī)定的3050范圍內(nèi)。選擇精度等級。減速器為一般齒輪傳動，估計圓周速度不大于 6m s,根據(jù)參考文獻1中的表8-4,初選8級精度。 按齒面接觸疲勞強度設(shè)計齒輪，齒輪承載能力應(yīng)由齒面接觸疲勞強度決定3 di >76.57 戶I（U 工1 . 山-川-a）載荷系數(shù)K:查參考文獻1中表8-5,取K=1.2.b）轉(zhuǎn)矩Ti：c） “955。J=955。4 . "9=51.13（Nm） n

45、m71。d）接觸疲勞許用應(yīng)力oh：I i / <、- H limH ,二一=Sh由參考文獻1的圖 8-12 查得：仃 Hlim1=950MPa，仃 Hlim 2=850MPa。接觸疲勞壽命系數(shù)Zn :由公式N=60 M n M j M Lh得N1 =6。710 10 300 8 = 1.02 109N2N1一 一 91.02 10= 5.01 108查參考文獻1的圖 8-11,得 Zn1=1(N1>N0.N0 = 109)Zn2 =1.05按一般可靠性要求，查參考文獻【二】的表 8-8,取& =1.1,則 二-H J '=Zn1 :“ H lim 1Sh1 950一

46、 1.1二 863 MP ae)Z N 2 ；二 H,H卜=Sh計算小齒輪分度圓直徑d1:lim1.05 8501.1二 811 MP a查參考文獻1中的表8-10,取中d=0.3KT (u 1)” 5。1.2 51130 (2 1)d - - 76.57376.57359.38(mm) 'u二h2:0.3 2 8112取 d . = 60( mm)f)計算圓周速度V :、,二nidi3.14 710 60xV = = 2.23(m / s)60 100060 1000因v < 5m s,故所取的八級精度合適。確定主要參數(shù)，第一對齒輪(齒數(shù)24/48)主要幾何尺寸1)模數(shù) m：

47、m =d=60=2.5(mm)z 242) 分度圓直徑：d = 60(mm)d2 =48 2.5 =120(mm)3)中心距 a： a =(d1 d2)/2 = (60 120)/2 = 90(mm)4)齒根圓直徑：df1 =m(乙一2L一2。=2.5 (24-2 1-2 0.25) = 53.75(mn)df2=m(Z2-2h3-2c)= 2.5乂(48 - 2M1 - 2父 0.25) = 1137amm6)齒頂圓直徑：da1 = m(Z1 2ha) = 2.5 (24 2 1) = 65(mm)da2 =m(乙 2ha) =2.5 (48 2 1) = 125(mm)7)齒寬：b = d

48、d1 = 0.3父 60= 18(mm)經(jīng)處理后取b2= 20mm,則b= th+5= 25(mm)第二對齒輪(齒數(shù)30/42)的主要幾何尺寸(1)分度圓直徑：d1 = m1z1 = 2.5 30 : 75(mm)d2 = m z2 = 2.5 42 = 105(mm)(2)齒根圓直徑：df1=m(Z1-2h3-2c)= 2.5父(30 2M1 - 2父 0.2§ = 6875(mn)df2 =m(Z2-2h3-2c)=2.5 (42-2 1-2 O29=98.7qmn)(3)齒頂圓直徑：da1 =m(Z12ha)= 2.5(302 1) = 80(mm)da2 =m(乙2ha)=

49、2.5(422 1) = 110(mm)(4)齒寬 b： b = %d1 = 0.3x75=22.5(mm)經(jīng)處理后取 b2 = 25mm,則 b = b2 1= 30(mm)第三對齒輪(36/36)的主要幾何尺寸(1)分度圓直徑：d1 =m1乙=2.5 36 = 90(mm)d2 = m z2 = 2.5 36 = 90(mm)(2 )齒根圓直徑：df1 =m(乙-2匕-2©=2.5 (36-2 1-2 02*8375mmdf2 =m(Z2-2ha-2c)=2.5 (36-2 1-2 0.2Q =83.75(mn)(3)齒頂圓直徑：da1 = m(乙 2h.) = 2.5 (36

50、2 1) = 9ammda2 = .Z1 2ha) = 25 (36 2 1) = 95Tlm(4)齒寬 b： b = dd1 = 0.3父 90 = 27(mm)經(jīng)處理取 b2 = 30mm,則 b = b2 + 5mm = 35(mm) 按齒根彎曲疲勞強度校核。由參考文獻1中的式(8-5)得出仃F ,若仃F W 口 F 則校核合格。齒形系數(shù)Yf :由考文獻1;查表8-6得：YF1 -2.65;YF2 -2.35;應(yīng)力修正系數(shù)Ys:查文獻1中表8-7得:Ysi =1.59;Ys2 =1.71;由文獻1中圖 8-8 查得：uFlim1 =500MPa,<TFlim2 =450MPa由文獻

51、1表8-8查得：Sf=1.3由文獻1圖88查得：YN1 =YN2 =1所以:二 F 1 =Yn 10 F lim 1S F15001 .3Y N 2；- F lim 2Fl - Sf14501 .3=384 .62 (MPa )二 346 .15 ( MPa )2 KTY F 1Ys12 1.0 51130 2.65 1.59F-1 = = 143.61(MPa ) - 0 F 1b1md20 2.5 60YF2YF22.35 1.71F2二 F F2 f2 = 143.61 = 141 .60 (MPa )三二 F 2YF1YF12.47 1.65齒根彎曲疲勞強度校核合格。<2>

52、第二變速組齒輪結(jié)構(gòu)尺寸的設(shè)計已知：V帶效率為 =0.96,軸承（對）效率為L =0.99，傳遞功率p）= Pd 111rl2"3 =3.65kW ,主傳動輪最低轉(zhuǎn)速 v =355r / min,傳動比 i=2.84 ,載荷平穩(wěn)，但想回轉(zhuǎn)，單班制工作，工作期限 10年，每年按300天計，原動機為電 動機。解：小齒輪選用45號鋼，調(diào)質(zhì)處理，HBi=450HBS ;大齒輪選用45號鋼正火處理，HB2=410HBS ,硬質(zhì)差40HBs ,在規(guī)定的3050范圍內(nèi)。選擇精度等級。估計圓周速度不大于6m/s,根據(jù)參考文獻1中的表8-4,初選8級精度。按齒面接觸疲勞強度設(shè)計齒輪，齒輪承載能力應(yīng)由齒面解除疲勞強度決 定。343d1 -76.57KTII U-1dU I： H | -（a）載荷系數(shù)K:參考文獻1中的表8-5 ,取k =1.2。(b)轉(zhuǎn)矩 Tii:Pd 1 2 34 0.96 0.992 0.97T : 9550 2二 9550 nm355-98.21(N m)（C）接觸疲勞許用應(yīng)力Ph：Z、- HimI- H 1=Sh由參考文獻1中的圖8-12查得：仃Hm1=950MPa接觸疲勞壽命系數(shù)Zn :由公式N=60父n乂j父Lh得二.im2=850MPaN1 =60 355 10 300 8-5.01 108N1